Привод скребкового конвейера

Введение

 

Технический уровень всей отрасли  промышленности и сельского хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. Повсеместно осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов.

Детали машин  являются первым из расчетно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов. Именно по этой дисциплине выполняют первый курсовой проект, требующий от студента знания не отдельной дисциплины, а ряда дисциплин в комплексе. Выполняя этот проект, студент использует материал, изученный в таких дисциплинах как сопромат, материаловедение, теоретическая механика и т.д. Курсовой  по деталям машин является первой по своей сути творческой работой студента.

Основная цель курсового  проекта по деталям машин – приобретение студентом навыков проектирования. Работая над проектом, студент выполняет расчёты, учится рациональному выбору материалов и форм деталей, стремится обеспечить их высокую экономичность, надёжность и долговечность. Приобретённый студентом опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования, а так же всей дальнейшей конструкторской работы.

Основной задачей данного курсового  проекта является создание и проектирование по заранее заданным техническим характеристикам и кинематической схеме привода скребкового конвейера общего назначения. Изучение методов расчета и выбора элементов привода, получение навыков проектирования, позволяющих обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долговечность механизма. В состав проекта входят подбор электродвигателя, разработка общего вида привода, кинематический и прочностной расчет редуктора, в частности тихоходной ступени, вала со звездочкой и подшипниками, рамы и рабочих чертежей деталей.

Проектируемый механизм состоит из рамы привода, приводного вала со звездочкой, двух соединительных муфт, трехступенчатого цилиндрического редуктора и электродвигателя.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора.

 

Исходные данные:

N4 = 2000Вт;

С = 6 лет;

W4 =3,8П c-1;

Ксут = 0,3;

Кгод = 0,6

 

Кинематическая схема:

 

 

         График нагрузки:

 

 

1.1 Кинематический и силовой расчет привода.

 

Согласно (1), определим  требуемую мощность двигателя

 

 

       η  – общий КПД привода.

Общий КПД привода определяется по формуле:

 

 
        где  – КПД муфты,

      – КПД одной пары подшипников качения, ;

      - КПД зубчатой цилиндрической передачи, ;

      - КПД цепной передачи,

 

;

 

 Согласно (1), примем передаточное число каждой ступени редуктора

 

, 

 

Передаточное число цепной передачи примем

Определим желаемую угловую скорость вала двигателя

 

 

По ГОСТ 19523-81 примем электродвигатель 4А100S4У3 мощностью

3,0 кВт.

Синхронная частота  вращения вала двигателя 

Примем величину скольжения

Тогда действительная частота вращения вала двигателя равна

 

 

       Угловая скорость вала двигателя

Передаточное число  привода

 

;

         Примем передаточное число цепной передачи , тогда

 

;

, тогда

;

Окончательно примем , , тогда

 

Определим угловые скорости валов

;

 

Мощности на валах  привода

 

;

 

Крутящие моменты на валах привода

 

 

 

2. Расчет первой ступени.

2.1 Выбор материалов  и расчет допускаемых напряжений

 

Примем материал шестерни - сталь 45 ГОСТ 1050-88 с твердостью

НВ1 = 220, а материал колеса - cталь 45 ГОСТ 1050-88, твердость НВ2 = 200.

Определяем допустимые контактные напряжения.

 

;

 

где - предел контактной выносливости материала колес;

 

   

;

 МПа;

 МПа;

 

 – коэффициент запаса, ;

   – коэффициент долговечности

Пользуясь ступенчатой  диаграммой нагружения, определим число  циклов нагружения передачи

 

;

 

- число колес находящихся в зацеплении (1 пара)

 

 

- расчетный срок службы по условию

 

 

 

 

 

Определяем допустимые напряжения изгиба:

 

 

где – коэффициент, учитывающий одностороннее приложение нагрузки, ;

       – коэффициент запаса, ;

 

;

 МПа;

 МПа;

 

 – коэффициент долговечности при изгибе.

В данном случае число циклов нагружения больше базового, равного  , следовательно

 

 

 

 

2.2 Проектный расчет  по контактным напряжениям.

 

Определим диаметр начальной  окружности шестерни.

Определим средний делительный  диаметр шестерни:

 

 

где    0 – для прямозубых колес;

               – коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра, ;

– коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения нагрузки по ширине венца, ;

 

 

Определим модуль зацепления.

 

 

Примем 

Число зубьев шестерни

 

 

Число зубьев колеса

 

 

Ширина шестерни:

 

 

Примем b1=25 мм

Ширину венца колеса примем b2=20мм

Делительные диаметры колес:

 

 

Диаметры вершин

 

;

Диаметры впадин

 

Окружная скорость колес

Примем восьмую степень  точности зацепления.

Определим усилия, действующие  в зацеплении

Окружное усилие

Радиальное усилие

2.3 Проверочный расчет  по контактным напряжениям

 

 

где - для прямозубых колес;

    - угол наклона зубьев ( для прямозубых колес);

      ;

Для прямозубых колес

- коэффициент нагрузки

 

 

где

      

     

      ,0;

 

Перегрузка составляет:

 

2.4 Проверочный расчет по напряжениям  изгиба

Определим приведенные  числа зубьев колес

 

Тогда ;

где - - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

     - коэффициент, учитывающий перекрытие зуба;

      - коэффициент нагрузки.

 

 

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку

 

 

Рассмотрим отношение:

 

;

 

 

У колеса отношение меньше по нему и ведем расчет

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет второй ступени.

Материалы колес примем те же, что и при расчете первой ступени.

3.1 Проектный расчет.

Определим делительный диаметр  шестерни

 

 

 так как ступень раздвоенная

Примем 

Примем 

Число зубьев шестерни

 

 

Примем 

Число зубьев колеса

 

 

Примем 

Делительные диаметры колес:

 

Фактическое передаточное число

 

 

Диаметры вершин

 

 

Диаметры впадин

 

 

Окружная скорость колес

Определим усилия, действующие  в зацеплении

Окружное усилие

Радиальное усилие

3.2 Проверочный расчет  по контактным напряжениям

 

 

где - для прямозубых колес

      - угол наклона зубьев ( для прямозубых колес)

      Для прямозубых колес

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 . Проектный расчет  валов

Данный расчет ведем по формуле

 

 

4.1 Первый вал: 

 

Примем диаметр конца вала 22мм, под уплотнение 24мм, под подшипники 25мм.

 

4.2 Второй вал:

 

Примем диаметр под подшипники 25мм, под колесом 40мм

 

4.3 Третий вал

 

Примем диаметр конца вала 28мм, под уплотнение 30мм, под подшипники 35мм, под колесом 40мм.

 

4.4 Приводной вал

 

 

Примем диаметр конца  вала 32мм, под подшипники 35мм, под звездочкой 40мм.

 

 

 

 

 

5. Расчет шпоночных соединений.

Данный расчет ведем  по формуле:

 

 

где - - допускаемое напряжение смятия;

        - диаметр вала в месте установки шпонки;

        - рабочая длина шпонки без учета закруглений;

        - размеры сечения шпонки и глубина шпоночного паза вала по ГОСТ 23360-78

 

5.1 Первый вал:

Примем  ;

 

 

Полная длина шпонки:

 

 

5.2 Второй вал

Примем  ;

 

 

Полная длина шпонки:

 

 

5.3 Конец третьего вала

Примем  ;

 

 

5.4 Третий вал в месте установки колеса:

Примем  ;

 

 

Полная длина шпонки:

 

5.5 Конец приводного  вала

Примем  ;

 

Полная длина шпонки:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Расчет цепной передачи

 

Определим число зубьев меньшей звездочки

Примем Z5=28

Число зубьев ведомой  звездочки:

Определим коэффициент  эксплуатации

 

;

 

где - - коэффициент динамичности;

       - коэффициент, учета межосевого расстояния;

         - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту;

       - коэффициент, учитывающий способ регулирования передачи;

         - коэффициент, учитывающий характер смазки;

       - коэффициент, зависящий от продолжительности работы в сутки;

      

Определим частоту вращения ведущей звездочки

 

 

Определим среднее допускаемое  давление в шарнирах цепи:

Рассчитаем величину шага цепи:

Для однорядной цепи m=1

Для определения оптимального шага цепи зададимся тремя смежными шагами однорядной роликовой цепи нормальной серии типа ПР по ГОСТ 13568-75 и расчеты сведем в таблицу.

Таблица 1

Определяемая величина

Расчетная

формула

Шаг цепи, мм

Примечание

1

2

3

4

5

6

   

15,875

19,05

25,4

  

Частота вращения меньшей звездочки, мин-1

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки, [n], мин-1

 

по таб. 3.4

192

 

2150

192

 

1550

192

 

1300

  

1

2

3

4

5

6

Характеристики цепи:

Разрушающая нагрузка Q(Н)

Ширина между внутренними пластинами

Ввн, мм

Диаметр оси, d, мм

Масса одного метра цепи

q, кг/

по таб. 3.2

22270

 

9,65

 

5,08

 

1,0

31200

 

12,7

 

5,96

 

1,9

55620

 

15,88

 

7,95

 

2,6

  

Площадь опорной поверхности шарнира,

А, мм2

71

110

183

  

Делительные диаметры, мм

141,8

 

 

 

237,7

170,1

 

 

 

285,5

226,8

 

 

 

380,3

  

Радиус делительной окружности, мм

0,071

0,085

0,113

  

Средняя скорость

цепи, м/с

Допускаемая

скорость,

[V], м/с

 

по пункту 2.7

1,4

 

20

1,7

 

20

2,26

 

20

  
           

Ориентировочное значение межосевого расстояния, а, мм

635

762

1016

  

Длина цепи в шагах (четное число)

118

118

118

  

Уточненное межосевое расстояние ау, мм

Окончательно принимаем межосевое расстояние с учетом провисания цепи, а, мм

 

642

 

 

 

 

 

640

769

 

 

 

 

 

767

1025

 

 

 

 

 

1023

  

Число ударов цепи, ν, с-1

Допускаемое значение, [ν]

 

по таблице 3.5

1,5

 

50

1,5

 

35

1,5

 

30

  

1

2

3

4

5

6

Окружное усилие Ft(Н)

1520

1270

955

  

Коэффициент эксплуатации

1,875

1,875

1,875

  

Расчетное давление в шарнирах цепи Р, МПа

Допускаемое давление

[Р], МПа

40

21,6

9,8

  

Натяжение от центробежных сил Fц, Н

20

55

130

  

Натяжение от провисания цепи, Ff , Н

13

29

52

  

Коэффициент запаса S

Допускаемое значение [S]

по табл. 3.6

14,3

 

7,8

23

 

8,2

49

 

8,2

  

Натяжение ветвей

ведущей F

ведомой

1553

 

20

1354

 

55

1137

 

130

  

Нагрузка на валы

Rв, Н

1620

1390

1105

  

 

Окончательно примем цепь с шагом t=19,05 мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Проверочный расчет выходного вала

 

Примем расстояние между  опорами вала 160мм, расстояние от середины венца колеса до опоры примем 40мм, расстояние от опоры до середины конца вала примем 70мм.

Составляем расчетную  схему для определения опорных  реакций в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

а) Вертикальная плоскость

 

 

 

 

Проверка:

 

 

Строим эпюру изгибающих моментов:

 

б) Горизонтальная плоскость

В силу симметрии 

Строим эпюру изгибающих моментов

 

 

Строим эпюру суммарных моментов:

 

Суммарные реакции:

 

 

 

 

Определим коэффициент  запаса прочности материала вала по формуле:

 

 

         - наименее допускаемый коэффициент запаса материала вала

        - запасы прочности по изгибу и кручению соответственно

 

;

 

;

 

 

 

Примем материал вала сталь 40

Тогда , , ,

      

 

 

Кσ=1,9;

Kτ=1,7;

β=0,95 – коэффициент  учета частоты поверхности;

εσ=0,86;

ετ=0,75;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. Подбор подшипников выходного вала.

 

        Подбор подшипников выходного  вала:

 

Определим эквивалентную  нагрузку действующую на подшипник

 

;

где - Кσ=1,4;

         Кt=1,0;

 

Рассмотрим отношение:

 

 

Тогда Х=1, y=0,

V=1,0 – коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника.

 

Определим требуемую  динамическую грузоподъемность подшипника:

 

 

Примем подшипник 207 с динамической грузоподъемностью 25500Н.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9. Расчет конструктивных  размеров корпуса и крышки  редуктора.

 

Примем толщину стенки корпуса и крышки .

Диаметр фундаментных болтов:

 

 

Примем 

 Диаметр стяжных болтов:

 

 

Толщина фланцев разъема  корпуса и крышки:

 

 

Примем 

Толщина фундаментных лап

 

 

Примем  ;

Принимаем ширину фланцев разъема  ; Ширину фундаментной лапы . Расстояние от наружной стенки корпуса до стяжных болтов примем ; расстояние от наружной стенки корпуса до фундаментных болтов примем

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Порядок сборки редуктора.

 

а) на вал, поз. 8, установить втулки, поз.26, установить шпонки, поз.39 и 40, колеса зубчатые, поз. 4 и 5, маслоотбойники, поз. 21 и подшипник, поз 45.

б) на вал, поз.9, установить шпонку, поз. 42, колесо зубчатое, поз. 6, маслоотбойник, поз. 22 и подшипник, поз. 46.

в) на вал-шестерню, поз. 7, установить маслоотбойник, поз. 20, установить подшипник, поз. 45.

г) собранные все валы установить в соответствующие гнезда корпуса, поз. 2

д) в крышки, поз. 11 и 14 установить манжеты, поз. 43 и 44

е) установить крышку корпуса, поз. 3 на корпус, поз. 2, стянуть штифтами, поз. 37 и закрепить болтами, поз. 31 и 32.

ж) на все крышки подшипников одеть прокладки, поз. 16, 17, 18.

з) все собранные крышки установить в соответствующие отверстия и закрепить их болтами, поз. 30

и) установить пробку поз. 23 с прокладкой, поз. 24

к) установить крышку, поз. 15 с прокладкой, поз. 19

л) установить маслоуказатель, поз. 1

м) установить отдушину, поз. 25

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11. Выбор муфт

 

Муфты выбираем по расчетному моменту, определяемому по формуле 

 

;

 

- коэффициент условий работы

 

10.1 Муфта между редуктором  и приводным валом

 

 

Примем по ГОСТ 21424-75 муфту упругую, передающую наибольший крутящий момент 63 Нм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12. Смазка узлов привода

 

Смазывание подвижных  деталей машин необходимо для  уменьшения их изнашивания при работе, кроме того, обеспечивает отвод теплоты и продуктов износа от трущихся поверхностей.

Для смазывания зубчатых передач редуктора  принимаем  смазывание картерным посредством окунания зубчатых колес в масляную ванну. Для смазки зубчатых передач выбираем индустриальное масло И-20А по ГОСТ20799-75.

В подшипниковые опоры  закладываем солидол шаровой  по ГОСТ 1033-79.

Для контроля за уровнем  масла устанавливаем маслосливную пробку.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

 

При выполнении курсового  проекта по «Деталям машин» были закреплены знания пройденных предметов: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедения и других предметов. Также получены навыки по проектированию закрытых конических и цилиндрических зубчатых передач.

Кроме того, произведен подбор подшипников валов, рассчитаны шпоночные соединения, выполнен проверочный расчет выходного вала, выбран двигатель, муфта.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список использованных источников

 

1. Методические указания  по выполнению курсового проекта  по курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов специальностей

Т 05.04.00 и Т 05.07.00 Могилев, 1999г.

2. Кузьмин, А.В. Расчеты деталей машин /А.В. Кузьмин и др. – Мн.: 1986.

3. Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин /С.А. Чернавский и др. – М.:1987г.

 

 

 

 

 

 


Привод скребкового конвейера